RU2162164C1

RU2162164C1 - Turbocompressor

Info

Publication number: RU2162164C1
Application number: RU99126389A
Authority: RU
Inventors: Ф.Ш. Гельмедов; Е.А. Локштанов; Лев Ехиелевич-Меерович Ольштейн; М.А. Сидоркин
Original assignee: Центральный институт авиационного моторостроения им. П.И. Баранова
Priority date: 1999-12-10
Filing date: 1999-12-10
Publication date: 2001-01-20

Abstract

FIELD: mechanical engineering; axial-flow, direct-flow and mixed-flow compressors of gas turbine plants. SUBSTANCE: special over-rotor device is placed over ends of blades of impellers 2. This device consists of ring space 3 and ring lattice formed by straight-line ribs and slots between ribs. Space 3 communicates with compressor blading through this lattice. Ring space 3 can be made variable in height and provided with additional plates installed behind the lattice. Walls of ring space 3 can be made curvilinear, and additional plates can be made curvilinear and shaped. Compressor can be furnished with additional chamber connected to space 3. EFFECT: enlarged range of gas-dynamic stability of compressor and aeroelastic stability of its blades with preservation of efficiency level. 7 cl, 5 dwg

Description

Изобретение относится к компрессоростроению, в частности к осевым, диагональным и осецентробежным компрессорам газотурбинных установок. The invention relates to compressor engineering, in particular to axial, diagonal and centrifugal compressors of gas turbine plants.

Известен центробежный компрессор (а.с. N 273364, БИ N 20, 1970 г. - аналог), содержащий рабочее колесо и корпус с входным и выходными патрубками, причем на входном участке корпуса предусмотрена кольцевая полость, расположенная над торцевой кромкой лопаток и соединенная с проточной частью двумя смежными кольцевыми каналами, в каждом из которых расположены ребра, наклоненные в плоскости вращения в противоположных направлениях относительно радиуса. A centrifugal compressor is known (a.s. N 273364, BI N 20, 1970 — an analogue) containing an impeller and a housing with inlet and outlet nozzles, an annular cavity located above the end edge of the blades and connected to the flowing part of two adjacent annular channels, in each of which there are ribs inclined in the plane of rotation in opposite directions relative to the radius.

Отличия в процессах сжатия газов и конструкций между центробежными и осевыми, диагональными или комбинированными компрессорами накладывают специфические требования к конструкции антисрывных надроторных устройств. По этой причине эффект от применения устройства, описанного в а.с. N 273364 не обеспечивает работоспособности многоступенчатого осевого компрессора и осецентробежного компрессора с осевыми первыми ступенями в широком диапазоне эсплуатационных режимов. Differences in the processes of compression of gases and structures between centrifugal and axial, diagonal or combined compressors impose specific requirements on the design of anti-disruptive rotor devices. For this reason, the effect of the use of the device described in A.S. N 273364 does not ensure the operability of a multi-stage axial compressor and a centrifugal compressor with axial first stages in a wide range of operating conditions.

Известно надроторное устройство, содержащее расположенную в корпусе перед и над лопатками рабочего колеса кольцевую полость, сообщающуюся с проточной частью турбомашины через щели между образующими решетку ребрами, в поперечном сечении наклоненными к радиусу корпуса (а.с. N 757774, опубл. 1980 г.). Known nadrotorny device containing an annular cavity located in the housing in front of and above the impeller blades, communicating with the flow part of the turbomachine through the slots between the edges forming the grating, in cross section inclined to the radius of the housing (A.S. N 757774, publ. 1980) .

Недостаток указанного решения состоит в том, что во избежании падения КПД компрессора, возникает необходимость в дополнительном регулирующем устройстве в виде поворотного кольца, которое существенно усложняет конструкцию и снижает ее надежность. The disadvantage of this solution is that in order to avoid a drop in compressor efficiency, there is a need for an additional control device in the form of a rotary ring, which significantly complicates the design and reduces its reliability.

Известен являющийся ближайшим к предложенному турбокомпрессор, содержащий корпус с размещенными в нем рабочими и направляющими лопатками и кольцевую полость, расположенную на участке, перекрывающем переднюю часть торцев рабочих лопаток и периферию проточной части перед ними и сообщающуюся с проточной частью турбокомпрессора через щели между образующими решетку ребрами, расположенными под углом к радиусу корпуса (патент РФ N 2034175, опубл. 30.04.95 г. ). Недостатком указанного решения является то, что оно недостаточно полно охватывает возможные диапазоны работы компрессора. Known is the closest to the proposed turbocharger, comprising a housing with working and guide vanes located therein and an annular cavity located on a section overlapping the front of the ends of the working vanes and the periphery of the flow part in front of them and communicating with the flow part of the turbocompressor through the slots between the fins forming the grating, located at an angle to the radius of the body (RF patent N 2034175, publ. 30.04.95,). The disadvantage of this solution is that it does not fully cover the possible ranges of the compressor.

Задачей настоящего изобретения является значительное расширение диапазона газодинамической устойчивости компрессора и аэроупругой устойчивости его лопаток при сохранении уровня КПД. Указанная задача решается за счет того, что в турбокомпрессоре, содержащем корпус с размещенными в нем рабочими и направляющими лопатками и кольцевую полость, расположенную на участке, перекрывающем переднюю часть торцев рабочих лопаток и периферию проточной части перед ними и сообщающуюся с проточной частью турбокомпрессора через щели между образующими решетку ребрами, ребра выполнены прямолинейными, угол между боковой поверхностью ребер и радиусом корпуса равен φ_r= 15^°-70^°, угол φ_a между боковой поверхностью ребер и осью турбокомпрессора находится в диапазоне от -40^o до +40^o, решетка выполнена с отношением ширины щели δ_щ к толщине ребра δ_p равным 0,7-2,3, отношение длины ребра к ширине щели δ_щ по нормали к их боковой поверхности равно 2,0 - 6,0, отношение высоты кольцевой полости H к радиальной проекции ребра h равно 0,2-2,0, отношение осевой протяженности решетки L к осевой проекции хорды рабочих лопаток у периферии bk' не менее 0,4, а отношение участка осевой проекции решетки на периферии рабочих лопаток l к общей протяженности решетки вдоль турбокомпрессора L находится в пределах 0,12-0,7. Турбокомпрессор может быть выполнен таким образом, что кольцевая полость снабжена дополнительными пластинами, установленными за решеткой. Дополнительные пластины могут быть выполнены криволинейными и профилированными. Стенки кольцевой полости могут быть выполнены криволинейными, а полость может быть выполнена переменной по высоте, при этом отношение высоты кольцевой полости H к радиальной проекции ребра h, равная 0,2-2,0, относится к поперечному сечению проведенному по передним кромкам рабочих лопаток на их периферии. Турбокомпрессор может быть снабжен дополнительной камерой, подключенной к кольцевой полости. Кроме того, число ребер решетки турбокомпрессора может выбираться исходя из того, что величина собственных частот лопаток отличается от величины (Z_pxn) не менее чем на 5%, а собственные частоты колебаний ребер должны отличаться от величин кратных (Z_n x n) не менее чем на 5%, где Z_p - число ребер решетки, Z_n - число лопаток рабочего колеса, n - номинальная частота вращения рабочего колеса.The present invention is a significant expansion of the range of gas-dynamic stability of the compressor and the aeroelastic stability of its blades while maintaining the level of efficiency. This problem is solved due to the fact that in a turbocharger containing a housing with working and guide vanes located in it and an annular cavity located on a section that overlaps the front of the ends of the working blades and the periphery of the flow part in front of them and communicates with the flow part of the turbocompressor through the slots between forming lattice ribs, the ribs are straight, the angle between the side edges of the body surface and a radius equal to φ _r = 15 ^{^°} -70 ^°, angle φ _a of ribs between the side surface and the axis turbokompr row is in the range from -40 ^o to +40 ^o, the lattice is formed with a ratio of width to gap δ _u δ _p rib thickness equal to 0,7-2,3, ribs ratio of length to width of the gap δ _u normal to their side surface is equal to 2.0 - 6.0, the ratio of the height of the annular cavity H to the radial projection of the rib h is 0.2-2.0, the ratio of the axial length of the lattice L to the axial projection of the chord of the working blades at the periphery bk 'is at least 0.4, and the ratio the axial projection of the lattice on the periphery of the working blades l to the total length of the lattice along the turbocompressor L is within 0.1 2-0.7. The turbocharger can be made in such a way that the annular cavity is provided with additional plates installed behind the grill. Additional plates can be made curved and profiled. The walls of the annular cavity can be made curved, and the cavity can be made variable in height, while the ratio of the height of the annular cavity H to the radial projection of the rib h, equal to 0.2-2.0, refers to the cross section drawn along the leading edges of the blades on their periphery. The turbocharger may be equipped with an additional chamber connected to the annular cavity. In addition, the number of edges of the lattice of the turbocompressor can be selected based on the fact that the value of the natural frequencies of the blades differs from the value (Z _p xn) by at least 5%, and the natural frequencies of vibrations of the ribs must differ from the values of multiple (Z _n xn) not less than than 5%, where Z _p is the number of lattice ribs, Z _n is the number of impeller blades, n is the nominal frequency of rotation of the impeller.

Сущность предлагаемого изобретения поясняется на фиг. 1-5, где на фиг. 1 - разрез ступени турбокомпрессора, на фиг. 2 - вид на решетку по стрелке Б, фиг. 3 - сечение А-А фиг. 1, на фиг. 4-5 - продольный разрез ступени турбокомпрессора. The essence of the invention is illustrated in FIG. 1-5, where in FIG. 1 is a sectional view of a turbocharger stage, FIG. 2 is a view of the grating along arrow B, FIG. 3 is a section AA of FIG. 1, in FIG. 4-5 is a longitudinal section of a turbocharger stage.

В корпусе 1 над торцами лопаток рабочих колес 2 выполнено надроторное устройство, состоящее из кольцевой полости 3 и кольцевой решетки, образованной ребрами 4 и щелями 5 между ними. Ребра 4 выполнены прямолинейными. Через решетку полость сообщается с проточной частью компрессора. Угол φ_r между боковой поверхностью ребер 4 и радиусом корпуса 1 равен 15-70^o. Угол φ_a между боковой поверхностью ребер 4 и осью турбокомпрессора находится в диапазоне от -40 до +40^o. Углы φ_r могут меняться по длине устройства и зависят от направления потока перед колесом 2, формы проточной части и других параметров ступени. Кольцевая полость 3 может быть снабжена дополнительными пластинами 6, установленными за решеткой. Кольцевая полость 3 может быть выполнена переменной по высоте, при этом отношение высоты кольцевой полости H к радиальной проекции ребра h, равное 0,2 - 2,0, относится к поперечному сечению, проведенному по передним кромкам рабочих лопаток на их периферии. Стенки кольцевой полости 3 могут быть выполнены криволинейными, а дополнительные пластины 6 могут быть выполнены криволинейными и профилированными. Турбокомпрессор может быть снабжен дополнительной камерой 7, подключенной к кольцевой полости 3. Все геометрические параметры элементов надроторного устройства выбираются таким образом, чтобы обеспечить максимальную эффективность устройства на предсрывных режимах и не допускать снижения КПД на оптимальных режимах течения. Так для уменьшения потерь при истечении воздуха из рабочего колеса в кольцевую полость 3 угол φ_r рассчитывается по параметрам потока на периферии рабочего колеса таким образом, чтобы он был близок к направлению потока в поперечном сечении, т.е.

и, как показали дополнительные исследования и эксперименты, при реальных параметрах ступеней не выходит за указанные пределы 15-70^o. Угол φ_a в меньшей степени влияет на эффективность работы устройства, однако исходя из экспериментальных данных его значения должны располагаться в диапазоне от -40 до +40^o. Выход за нижнюю границу диапазона приводит к падению КПД ступени, а за верхнюю границу к снижению эффективности по основной функции устройства. Осевая протяженность решетки L должна быть не менее 0,4 от осевой проекции хорды bk' рабочих лопаток у периферии. Уменьшение этой величины приводит к ухудшению эффективности устройства, поскольку при этом ослабляется циркуляционное течение в нем. Отношение ширины щели δ_щ к толщине ребра δ_p в плоскости передних кромок периферии лопаток рабочего колеса равно 0,7 - 2,3. Увеличение этого отношения за пределы указанного диапазона приводит к необходимости уменьшать толщину ребер и следовательно их прочность. Кроме того, в этом случае возрастает эффективный радиальный зазор на периферии рабочего колеса, вследствие чего снижается КПД ступени. Уменьшение этого отношения снижает проницаемость решетки и, следовательно, затрудняет перетекание через нее, т. е. ослабляет механизм действия устройства. Отношение длины ребра h' 4 к ширине щелей δ_щ по нормали к их боковой поверхности, равное 2,0 - 6,0, выбирается исходя из необходимости обеспечить максимальную направляющую способность решетки на ее входе и выходе. Отношение высоты кольцевой полости H к радиальной проекции ребра h в плоскости передних кромок периферии лопаток рабочего колеса выбирается в пределах 0,2-2,0, на основе расчетного определения фактора демпфирования устройства в зависимости от параметров ступеней компрессора. Уменьшение этой величины приводит к уменьшению эффективности устройства, а увеличение неоправданно увеличивает радиальные габариты. Отношение участка осевой проекции решетки на периферии рабочих лопаток l к общей протяженности решетки L вдоль турбокомпрессора находится в пределах 0,12 - 0,7. Выход за нижнюю границу резко уменьшает эффективность устройства, а выход за верхнюю границу к падению КПД ступени. Выбор указанных параметров в данных пределах производится по результатам аэродинамических расчетов и с учетом конструктивных и технологических особенностей компрессора.In the housing 1 above the ends of the blades of the impellers 2 a rotor device is made, consisting of an annular cavity 3 and an annular lattice formed by ribs 4 and slots 5 between them. The ribs 4 are made rectilinear. Through the grill, the cavity communicates with the flow part of the compressor. The angle φ _r between the lateral surface of the ribs 4 and the radius of the housing 1 is equal to 15-70 ^o . The angle φ _a between the lateral surface of the ribs 4 and the axis of the turbocharger is in the range from -40 to +40 ^o . The angles φ _r can vary along the length of the device and depend on the direction of flow in front of the wheel 2, the shape of the flow part and other parameters of the stage. The annular cavity 3 may be provided with additional plates 6 mounted behind the grill. The annular cavity 3 can be made variable in height, while the ratio of the height of the annular cavity H to the radial projection of the rib h, equal to 0.2 - 2.0, refers to the cross section drawn along the leading edges of the blades on their periphery. The walls of the annular cavity 3 can be made curved, and additional plates 6 can be made curved and profiled. The turbocharger can be equipped with an additional chamber 7 connected to the annular cavity 3. All geometric parameters of the elements of the rotary device are selected in such a way as to ensure maximum efficiency of the device in pre-disruptive modes and not allow a decrease in efficiency at optimal flow conditions. So, in order to reduce losses during the flow of air from the impeller into the annular cavity 3, the angle φ _{r is} calculated from the flow parameters at the periphery of the impeller so that it is close to the flow direction in the cross section, i.e.

and, as additional studies and experiments have shown, with real parameters of the steps does not go beyond the specified limits of 15-70 ^o . The angle φ _a to a lesser extent affects the efficiency of the device, however, based on experimental data, its values should be in the range from -40 to +40 ^o . Going beyond the lower limit of the range leads to a drop in the efficiency of the stage, and beyond the upper limit to a decrease in efficiency according to the main function of the device. The axial length of the lattice L must be at least 0.4 from the axial projection of the chord bk 'of the working blades at the periphery. A decrease in this value leads to a deterioration in the efficiency of the device, since this weakens the circulation flow in it. The ratio of the slit width δ _u to the rib thickness δ _p in the plane of the leading edges of the periphery of the impeller vanes is 0.7 - 2.3. An increase in this ratio beyond the specified range leads to the need to reduce the thickness of the ribs and therefore their strength. In addition, in this case, the effective radial clearance at the periphery of the impeller increases, as a result of which the efficiency of the stage decreases. A decrease in this ratio reduces the permeability of the lattice and, therefore, makes it difficult to flow through it, i.e., weakens the mechanism of action of the device. The ratio of the length of the ribs h '4 to the width of the slits δ _u along the normal to their side surface, equal to 2.0 - 6.0, is selected on the basis of the need to ensure the maximum guiding ability of the grating at its entrance and exit. The ratio of the height of the annular cavity H to the radial projection of the rib h in the plane of the leading edges of the periphery of the impeller blades is selected within 0.2-2.0, based on the calculated determination of the damping factor of the device depending on the parameters of the compressor stages. A decrease in this value leads to a decrease in the efficiency of the device, and an increase unreasonably increases the radial dimensions. The ratio of the axial projection of the lattice on the periphery of the blades l to the total length of the lattice L along the turbocompressor is in the range 0.12 - 0.7. Going beyond the lower limit sharply reduces the efficiency of the device, and going beyond the upper boundary leads to a drop in the efficiency of the stage. The selection of these parameters within these limits is made according to the results of aerodynamic calculations and taking into account the design and technological features of the compressor.

На оптимальных режимах течения в рабочем колесе 2 и при повышенных расходах давление в передней части межлопаточного канала не превышает давления на периферии проточной части перед рабочим колесом 2 и истечение воздуха из рабочего колеса 2 в надроторное устройство не происходит. Напротив, при расходе воздуха, превышающем оптимальный, может происходить подсасывание воздуха через решетку и кольцевую полость 3 в проточную часть рабочего колеса 2. При уменьшении расхода воздуха через компрессор повышение давления за ним или при локальном уменьшении скорости потока на периферии перед рабочим колесом 2 возрастают углы атаки на его лопатках, давление в передней части межлопаточного канала возрастает и становится выше давления на периферии проточной части компрессора перед колесом. Под действием возникшего перепада давлений начинается истечение воздуха через щели 5 надроторного устройства над рабочим колесом 2 в кольцевую полость 3, а из нее в проточную часть перед колесом 2. В результате этого процесса на периферии проточной части формируется циркуляционное течение, причем расход циркулирующего воздуха увеличивается по мере увеличения противодавления за рабочим колесом 2, в результате чего углы атаки на лопатках мало меняются. Интенсификации циркуляционного течения способствует использование решетки с наклоном щелей 5 в поперечном сечении в направлении вращения и над рабочим колесом 2 и перед ним. Это происходит благодаря тому, что при истечении воздуха из кольцевой полости 3 через щели 5 в проточную часть перед рабочим колесом 2 он приобретает закрутку в направлении, противоположном направлению вращения колеса 2, что увеличивает подсасывающую способность периферийного участка рабочего колеса 2 и повышает его напор. Таким образом, кольцевая полость 3 служит обводным каналом, по которому транспортируется обратный поток воздуха из рабочего колеса 2 при повышении давления за ним выше некоторого максимального значения. At optimal flow conditions in the impeller 2 and at increased flow rates, the pressure in the front part of the interscapular channel does not exceed the pressure on the periphery of the flow part in front of the impeller 2 and air does not flow from the impeller 2 to the nadrotor device. On the contrary, when the air flow exceeds the optimum, air can be sucked in through the grate and the annular cavity 3 into the flowing part of the impeller 2. When the air flow through the compressor decreases, the pressure increases behind it or when the local flow rate decreases on the periphery in front of the impeller 2, the angles increase attacks on its blades, the pressure in the front of the interscapular canal increases and becomes higher than the pressure on the periphery of the compressor duct in front of the wheel. Under the action of the resulting pressure differential, air begins to flow through slots 5 of the rotor device above the impeller 2 into the annular cavity 3, and from it into the flow part in front of the wheel 2. As a result of this process, a circulation flow is formed on the periphery of the flow part, and the flow of circulating air increases as the back pressure increases behind the impeller 2, as a result of which the angles of attack on the blades change little. The intensification of the circulation flow is facilitated by the use of a lattice with an inclination of the slots 5 in the cross section in the direction of rotation and above the impeller 2 and in front of it. This is due to the fact that when air flows from the annular cavity 3 through the slots 5 into the flowing part in front of the impeller 2, it acquires a swirl in the direction opposite to the direction of rotation of the impeller 2, which increases the suction capacity of the peripheral portion of the impeller 2 and increases its pressure. Thus, the annular cavity 3 serves as a bypass channel through which the return air flow from the impeller 2 is transported with an increase in pressure behind it above a certain maximum value.

Claims

1. A turbocharger comprising a housing with working and guide vanes located therein and an annular cavity located on a section overlapping the front of the ends of the working vanes and the periphery of the flow part in front of them and communicating with the flow part of the turbocompressor through gaps between the fins forming the grating, characterized in that the ribs are made rectilinear, the angle between the lateral surface of the ribs and the radius of the housing is 15 - 70 ^o , the angle between the lateral surface of the ribs and the axis of the turbocompressor is in the range (-40 ) - (+40) ^o C, the lattice is made with a ratio of the width of the slit to the thickness of the rib equal to 0.7 - 2.3, the ratio of the length of the rib to the width of the slit along the normal to their side surface is 2.0 - 6.0, the ratio the height of the annular cavity to the radial projection of the rib is 0.2 - 2.0, the ratio of the axial length of the grating to the axial projection of the chord of the working blades at the periphery is not less than 0.4, and the ratio of the section of the axial projection of the grating on the periphery of the working blades to the total length of the grating along the turbocharger in the range of 0.12 - 0.7.

2. The turbocharger according to claim 1, characterized in that the annular cavity is provided with additional plates installed behind the grill.

3. The turbocharger according to claim 2, characterized in that the additional plates are made curved and profiled.

4. The turbocharger according to claim 1, characterized in that the walls of the annular cavity are made curved.

5. The turbocharger according to claim 1, characterized in that the annular cavity is made variable in height, while the ratio of the height of the annular cavity to the radial projection of the rib, equal to 0.2 - 2.0, refers to the cross section drawn along the leading edges of the blades on their periphery.

6. The turbocharger according to claim 1, characterized in that it is equipped with an additional chamber connected to the annular cavity.

7. The turbocharger according to claim 1, characterized in that the number of ribs is selected so that the value of Z _p · n differs from the natural frequencies of the blades by at least 5%, and the natural frequencies of the ribs must not differ from the values of multiple Z _l · n not less than 5%, where Z _l is the number of impeller blades, Z _p is the number of lattice ribs, n is the nominal frequency of rotation of the impeller.